中间轴式变速器课程设计

第一章  变速器传动机构布置 1.1变速器传动方案的选择与 机械式变速器具有结构简单、传动效率高、制造成本底和工作可靠等优点，故在不同形式的汽车上得到广泛应用。变速器传动方案分析与选择 机械式变速器传动机构布置方案主要有两种：两轴式变速器和中间轴式变速器。 其中两轴式变速器多用于发动机前置前轮驱动的汽车上。与中间轴式变速器相比，它具有轴和轴承数少，结构简单、轮廓尺寸小、易布置等优点。此外，各中间档因只经一对齿轮传递动，故传动效率高，同时噪声小。但两轴式变速器不能设置直接档，所以在工作时齿轮和轴承均承载，工作噪声增大且易损坏，受结构限制其一档速比不能的很大。其特点是：变速器输出轴与主减速器主动齿轮做成一体，发动机纵置时直接输出动力。 而中间轴式变速器多用于发动机前置后轮驱动汽车和发动机后置后轮驱动的汽车上。其特点是：变速器一轴后端与常啮合齿轮做成一体绝大多数方案的第二轴与一轴在同一条直线上，经啮合套将它们连接后可得到直接档，使用直接档变速器齿轮和轴承及中间轴不承载，此时噪声低，齿轮、轴承的磨损减少。 对不同类型的汽车，具有不同的传动系档位数，其原因在于它们的使用条件不同、对整车性能要求不同、汽车本身的比功率不同[5]。而传动系的档位数与汽车的动力性、燃油经济性有着密切的联系。就动力性而言，档位数多，增加了发动机发挥最大功率附近高功率的机会，提高了汽车的加速和爬坡能力。就燃油经济性而言，档位数多，增加了发动机在低燃油消耗率区下作的能力，降低了油耗。从而能提高汽车生产率，降低运输成木。不过，增加档数会使变速器机构复杂和质量增加，轴向尺寸增大、成本提高、操纵复杂。 综上所述，由于此次设计的汽车为：中间轴式五档（五档为直接档）商用车 1.2 倒档方案的确定 倒档布置选择方案适用于全部齿轮均为常啮合的齿轮，换挡轻便。如下图 1.3换挡操纵装置方案的确定 倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，不同之处是挂到当时驾驶员移动变速杆的方向改变了，为防止无挂倒档，一般在挂倒档时设有一个挂到当时克服弹簧所产生的力，来提醒驾驶员本次设计选的变速器档杆换挡位置与顺序如下图： 1.4变速器总传动方案的确定 由以上的内容可以基本设计出档位布置，如下图： 1-一轴常啮合齿轮 2-中间轴常啮合齿轮 3-二轴四挡齿轮 4-中间轴四挡齿轮 5-二轴三挡齿轮 6-中间轴三挡齿轮 7-二周二挡齿轮 8-中间轴二挡齿轮 9-二轴一挡齿轮 10-中间轴一挡齿轮 11-二轴倒挡齿轮 12-中间轴倒挡齿轮 13-倒挡中间齿轮。 第二章  变速器的设计与计算 2.1汽车基本参数的确定 商用车（中间轴式） 最高车速(km/h)          95 总质量（kg）            4000 额定功率(kW)          62.5 最大功率转速(r/min)    3350 最大转矩(N?m)          196 最大转矩转速(r/min)    1850 轮胎                    6.50R20 2.2主要参数的选择和计算 2.2.1挡数的确定 不同类型的汽车的档数也不是相同的，主要决定于汽车的类型 燃油经济性 总质量等等。轿车轿车变速器传动比变化范围较小，过去常采用三个或四个挡位。但近年来为了提高燃油经济性多采用五个挡。轻型货车变速器总质量在3.5t以下多用四档，为了降低油耗经常也会增加一个挡位总质量在3.5t~10t多用五档变速器；大于10t的汽车用六个或者个更多挡位的变速器。 本次设计汽车为商用车 总质量为4t 所以档数初选为五个挡位 2.2.2. 传动比范围 变速器传动比范围是指变速器最高档与最低档传动比的比值。最高档通常是直接档，传动比为1.0；有的变速器最高档是超速档，传动比为0.7～0.8。影响最低档传动比选取的因素有：发动机的最大转矩和最低稳定转速所要求的汽车最大爬坡能力、驱动轮与路面间的附着力、主减速比和驱动轮的滚动半径以及所要求达到的最低稳定行驶车速等。目前乘用车的传动比范围在3.0～4.5之间，总质量轻些的商用车在5.0～8.0之间，其它商用车则更大。 本设计最高档传动比为1。 2.2.3.变速器各档传动比的确定 1）确定主减速器传动比的 发动机转速与汽车行驶速度之间的关系式为[12]： （3.1） 式中： ——汽车行驶速度（km/h）； ——发动机转速（r/min）； ——车轮滚动半径（m）； ——变速器传动比； ——主减速器传动比。 已知：最高车速 = =95 km/h；最高档为超速档，传动比 =0.78；车轮滚动半径由所选用的轮胎规格6.50R20得到 =420(mm)；发动机转速 = =3350（r/min）；由（3.1）得到主减速器传动比计算公式： 2）最抵档传动比计算 按最大爬坡度设计，满足最大通过能力条件，即用一档通过要求的最大坡道角 坡道时，驱动力应大于或等于此时的滚动阻力和上坡阻力（加速阻力为零，空气阻力忽略不计）[13]。用公式表示如下： （3.2） 式中： G  ——车辆总重量(N)； ——坡道面滚动阻力系数(对沥青路面μ=0.01~0.02)； ——发动机最大扭矩(N·m)； ——主减速器传动比； ——变速器传动比； ——为传动效率（96%）； R  ——车轮滚动半径； ——最大爬坡度（商用车要求能爬上30%的坡，大约 ） 由公式（3.2）得： （3.3） 已知：m=4000kg； ； ；r=0.42m； N·m； ；g=9.8m/s2； ，把以上数据代入（3.3）式： 满足不产生滑转条件。即用一档发出最大驱动力时，驱动轮不产生滑转现象。公式表示如下： （3.4） 式中： ——驱动轮的地面法向反力， （满载时轴荷分配75%）； ——驱动轮与地面间的附着系数；对干燥凝土或沥青路面 可取0.5~0.6之间。 已知：前轮轴荷 kg； 取0.6，把数据代入（3.4）式得： 所以，一档转动比的选择范围是： 初选一档传动比为6。 3）变速器各档速比 按等比级数分配其它各档传动比，即： 2.2.4.中心距的选择 中间轴式变速器初选中心距可根据经验公式计算[14]： （3.5） 式中： A  ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，商用车 =8.6~9.6； ——发动机最大输出转距为196（N·m）； ——变速器一档传动比为6； ——变速器传动效率，取96%。 （8.6~9.6） =（8.6-9.6） 10.41=89.548~99.936mm 轿车变速器的中心距在86～97mm范围内变化。 也可以由发动机最大转矩来确定 式中： A  ——变速器中心距（mm）； ——中心距系数，商用车 =16~19； ——发动机最大输出转距为196（N·m）； （16~19） =（17-19） 5.838=98.749~110.927mm 综上所述  初取A=100mm。 2.2.5.变速器的外形尺寸 变速器的横向外形尺寸，可以根据齿轮直径以及倒档中间齿轮和换档机构的布置初步确定。影响变速器壳体轴向尺寸的因素有档数、换档机构形式以及齿轮形式。 乘用车变速器壳体的轴向尺寸可参考下列公式选用： mm 初选长度为285mm。 2.2.6.齿轮参数的选择 1、模数 选取齿轮模数时一般要遵守的原则是：为了减少噪声应合理减小模数，同时增加齿宽；为使质量小些，应该增加模数，同时减少齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应该选用一种模数；从强度方面考虑，各档齿轮应有不同的模数。对于轿车，减少工作噪声较为重要，因此模数应选得小些；对于货车，减小质量比减小噪声更重要，因此模数应选得大些。 表3.2　汽车变速器齿轮法向模数 车型 乘用车的发动机排量V/L 货车的最大总质量 /t 1.0＞V≤1.6 1.6＜V≤2.5 6.0＜ ≤14.0 ＞14.0 模数 /mm 2.25～2.75 2.75～3.00 3.50～4.50 4.50～6.00           表3.3　汽车变速器常用齿轮模数 一系列 1.00 1.25 1.5 2.00 2.50 3.00 4.00 5.00 6.00 二系列 1.75 2.25 2.75 （3.25） 3.50 （3.75） 4.50 5.50 —                     根据表3.2及3.3.一挡和倒档定为4.0mm,其他挡定位3.5 。 2、压力角 压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。 对于轿车，为了降低噪声，应选用14.5°、15°、16°、16.5°等小些的压力角。对货车，为提高齿轮强度，应选用22.5°或25°等大些的压力角[15]。 国家规定的压力角为20°，所以普遍采用的压力角为20°。啮合套或同步器的压力角有20°、25°、30°等，普遍采用30°压力角。 本变速器为了加工方便，故全部选用标准压力角20°。 3、螺旋角 齿轮的螺旋角对齿轮工作噪声、轮齿的强度和轴向力有影响。选用大些的螺旋角时，使齿轮啮合的重合度增加，因而工作平稳、噪声降低。 试验证明：随着螺旋角的增大，齿的强度相应提高，但当螺旋角大于30°时，其抗弯强度骤然下降，而接触强度仍继续上升。因此，从提高低档齿轮的抗弯强度出发，并不希望用过大的螺旋角；而从提高高档齿轮的接触强度着眼，应当选用较大的螺旋角。 本设计初选螺旋角全部为25°。 4、齿宽 齿宽对变速器的轴向尺寸、质量、齿轮工作平稳性、齿轮强度和齿轮工作时的受力均匀程度等均有影响。 考虑到尽可能缩短变速器的轴向尺寸和减小质量，应该选用较小的齿宽。另一方面，齿宽减小使斜齿轮传动平稳的优点被削弱，此时虽然可以用增加齿轮螺旋角的方法给予补偿，但这时轴承承受的轴向力增大，使其寿命降低。齿宽较小又会使齿轮的工作应力增加。选用较大的齿宽，工作中会因轴的变形导致齿轮倾斜，使齿轮沿齿宽方向受力不均匀造成偏载，导致承载能力降低，并在齿宽方向磨损不均匀。 通常根据齿轮模数 的大小来选定齿宽： 斜齿 ， 取为6.0～8.5，取7.0 mm 直齿 ， 为齿宽系数，取为4.5～8.0，取7.0， mm 采用啮合套或同步器换挡时，其接合齿的工作宽度初选时可取为2～4mm，取4mm。 5、齿顶高系数 齿顶高系数对重合度、轮齿强度、工作噪声、轮齿相对滑动速度、轮齿根切和齿顶厚度等有影响。若齿顶高系数小，则齿轮重合度小，工作噪声大；但因轮齿受到的弯矩减小，轮齿的弯曲应力也减少。因此，从前因齿轮加工精度不高，并认为轮齿上受到的载荷集中齿顶上，所以曾采用过齿顶高系数为0.75～0.80的短齿制齿轮。 在齿轮加工精度提高以后，包括我国在内，规定齿顶高系数取为1.00。为了增加齿轮啮合的重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些变速器采用齿顶高系数大与1.00的细高齿。 本设计取为1.00。 2.2.7.各挡齿轮齿数的分配及齿轮变位计算 在初选中心距，齿轮模数和螺旋角以后，可根据变速器的挡数，传动比和传动方案来分配各挡齿轮的齿数。一、二、三、四、五挡选用斜齿轮，倒挡选用直齿轮。 1、确定一挡齿轮的齿数    中间轴一挡齿轮齿数，货车可在12~17之间选用，最小为12~14，取 =14，一挡齿轮为斜齿轮。 一挡传动比为                 （1.4） 为了求 ， 的齿数，先求其齿数和 ，                        斜齿                     （1.5） = =45.3取整为46 即 = - =46-14=32 2、对中心距 进行修正 因为计算齿数和 后，经过取整数使中心距有了变化，所以应根据取定的 和齿轮变位系数重新计算中心距 ，再以修正后的中心距 作为各档齿轮齿数分配的依据。 = =101.5mm取整为A=102mm。 对一挡齿轮进行角度变位： 分度圆压力角 ∴ 端面啮合角 = ° =22.19° 查变位系数线图得：        =0.31 中心变动系数            齿顶降低系数          = - 计算 精确值：A=     o=25.5o 一挡齿轮参数： 分度圆直径              =32×4/cos25.5=141.9mm =14×4/cos25.5=62.08mm 齿顶高              = =4.86mm = =3.62mm 齿根高              = =3.4mm = =5.36mm 齿全高              =9.74mm 齿顶圆直径            =141.9+2×4.86 =151.62mm =62.08+2×3.62=69.32mm 齿根圆直径            = =135.1mm = =51.36mm 当量齿数              = =43.54 = =19.05 2、确定常啮合传动齿轮副的齿数 由式（1.4）求出常啮合传动齿轮的传动比 = =2.625                        （2.6） 常啮合传动齿轮的中心距与一挡齿轮的中心距相等，即 （2.7） = =52.61 由式（2.6）、（2.7）得 =14.51， =38.1取整为 =15， =38，则： = =5.79 对常啮合齿轮进行角度变位： 理论中心距            = =102.83mm 端面啮合角            tan = =0.398 =21.98 啮合角                  = =0.935 =20.8 变位系数之和              =－0.48 .255      中心距变动系数          = 齿顶降低系数            = - =-0.243 分度圆直径                = =58.20mm = =147.45mm 齿顶高            = =5.23mm = =1.79mm 齿根高            = =3.5mm = =6.93mm 齿全高        = =8.73mm 齿顶圆直径              =58.20+2×5.23=68.66mm =147.45+2×1.79=151.03mm 齿根圆直径              =58.20-2×3.5=51.20 mm =147.45-2×6.93=133.59mm 当量齿数                = =20.41 = =51.7 3.确定二挡啮合传动齿轮副的齿数 齿轮的模数为3.5，螺旋角 与常啮合齿轮的 不同时， （3.8） = =1.513 （3.9） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 （3.10） 由式（3.8）、（3.9）、（3.10）得 = ， =56，取 =34， =22 = =3.91 对二挡齿轮进行角度变位： 理论中心距            = =101.45mm 端面啮合角            tan = =0.376 =20.72 啮合角                  = =0.93 =21.98 变位系数之和              =0.37 .31      中心距变动系数          = 齿顶降低系数            = - =0.21 分度圆直径              = =123.188mm = =79.71mm 齿顶高          = =3.85mm = =2.975mm 齿根高            = =3.29mm = =4.16mm 齿全高            = =7.84mm 齿顶圆直径              =123.188+2×3.85=130.89mm =79.71+2×2.975=85.66mm 齿根圆直径              =123.188-2×3.29=116.6mm =79.71-2×4.16=71.39mm 当量齿数        = =37.73 = =24.42 4.确定三挡啮合传动齿轮副的齿数 三挡齿轮为斜齿轮，齿轮的模数为3.5，螺旋角 与常啮合齿轮的 不同时， =0.967              （3.11） （3.12） 此外，从抵消或减少中间轴上的轴向力出发，还必须满足下列关系式 =1.41              （3.13） 由式（3.11）、（3.12）、（3.13）得 = ， =27， =28    = =2.443 对三挡齿轮进行角度变为： 理论中心距            = =101.74mm 端面啮合角            tan = =0.38 =21.05 啮合角                  = =0.937 =20.42 变位系数之和              =0 .11    中心距变动系数          = 齿顶降低系数            = - =-0.07 分度圆直径              = =99.89mm = =103.59mm 齿顶高          = =3.36mm = =4.13mm 齿根高            = =4.76mm = =3.99mm 齿全高          = =8.12mm 齿顶圆直径              =99.89+2×3.36=104.61mm =103.59+2×4.13=111.85mm 齿根圆直径              =99.89-2×4.76=90.37mm =103.59-2×3.99=95.61mm 当量齿数                = =31.84 = =33.02 （3）四挡齿轮为斜齿轮，螺旋角 与常啮合齿轮的 不同时， =0.617                  （3.14） （3.15） =1.16            （3.16） 由（3.14）、（3.15）、（3.16）得 = ， =21， =33，则： = =1.612 对四挡齿轮进行角度变位： 理论中心距            = =102.27mm 端面啮合角            tan = =0.39 =21.30 啮合角                  = =0.94 =20.1 变位系数之和              =0.08 .22    中心距变动系数          = 齿顶降低系数            = - =0.15 分度圆直径              = =79.55mm = =125mm 齿顶高          = =2.205mm = =4.025mm 齿根高            = =5.145mm = =3.325mm 齿全高          = =7.35mm 齿顶圆直径              =79.55+2×2.205=83.96mm =125+2×4.025=133.05mm 齿根圆直径              =79.55-2×5.145=69.26mm =125-2×3.325=118.35mm 当量齿数                = =26.58 = =41.77 5、确定倒挡齿轮齿数 倒挡齿轮选用的模数与一挡相同，倒挡齿轮 的齿数一般在21～23之间，初选 后，可计算出中间轴与倒挡轴的中心距 。初选 =22， =15，则： = =74mm 为保证倒挡齿轮的啮合和不产生运动干涉，齿轮12和11的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，则齿轮11的齿顶圆直径 应为 =2×102－4×（15+2）－4 =132mm = －2=31.75mm Z11取31 为了保证齿轮11和13的齿顶圆之间应保持有0.5mm以上的间隙，取 为31 计算倒挡轴和第二轴的中心距 = =106mm 计算倒挡传动比  = =5.4 对齿轮进行变为： U· =               =20° 查变位系数线图得：        =0 中心变动系数            =0 齿顶降低系数          = - =0 一挡齿轮参数： 分度圆直径              =124mm =60mm =88 mm 齿顶高              =4.1mm =3.6mm =4.4mm 齿根高              =4.1mm =4.1mm =4.1 齿全高              =9.74mm 齿顶圆直径            =132mm =68mm =96mm 齿根圆直径            =104.73mm =41.02mm =78.8 当量齿数              =31 =15 =22 本节首先根据所学汽车理论的知识计算出主减速器的传动比，然后计算出变速器的各挡传动比；接着确定齿轮的参数，如齿轮的模数、压力角、螺旋角、齿宽、齿顶高系数；介绍了齿轮变位系数的选择原则，并根据各挡传动比计算各+.挡齿轮的齿数，根据齿数重新计算各挡传动比，同时对各挡齿轮进行变位。 2.3变速器齿轮的校核 2.3.1.齿轮材料的选择 速器齿轮的损坏形式主要有：轮齿这段、齿面疲劳剥落、移动换挡轮齿端部破坏以及齿面胶合。所以变速器齿轮必须进行校核： 1、满足工作条件的要求    不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。 2、合理选择材料配对    如对硬度≤350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在30～50HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。 3、考虑加工工艺及热处理工艺    变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值： 时渗碳层深度0.8～1.2 时渗碳层深度0.9～1.3 时渗碳层深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒[13]。 2.3.2.各轴的转矩计算 发动机最大扭矩为196N.m，齿轮传动效率99%，离合器传动效率99%，轴承传动效率98%。 Ι轴            = =196×99%×98%=190.16N.m 中间轴        = =176.576×0.98×0.99×38/15=467.38N.m Ⅱ轴    一挡 =467.38×0.98×0.99×32/14=1036.45N.m 二挡 =467.38×0.98×0.99×34/22=700.78N.m 三挡 =467.38×0.98×0.99×27/28=437.25.m 四挡 =467.38×0.98×0.99×21/33=288.55N.m 倒档轴  =467.38×0.99×22/15=678.64 N.m 倒挡    =678.64×0.98×0.99×32/22=957.69N.m 2.3.3轮齿弯曲强度校核 1、斜齿轮弯曲应力 图4.1 齿形系数图 （4.1） 式中： —计算载荷（N·mm）； —法向模数（mm）； —齿数； —斜齿轮螺旋角（°）； —应力集中系数， =1.50； —齿形系数，可按当量齿数 在图4.1中查得； —齿宽系数 =7.0 —重合度影响系数， =2.0。 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，对乘用车常啮合齿轮和高挡齿轮，许用应力在180～350MPa范围，对货车为100～250MPa。 （1）计算一挡齿轮9，10的弯曲应力 ， =32， =14， =0.154， =0.162， =1036.45N.m， =467.38N.m =25.5° = =202,.287MPa<100～250MPa = =198.2MPa<100～250MPa （2）计算常啮合齿轮1，2的弯曲应力 =15， =38， =0.12， =0.115， =190.16N.m， =467.38N.m， =25.5 =151.67MPa<100～250MPa =153.55MPa<100～250MPa （3）计算二挡齿轮7，8的弯曲应力 ， =34， =22， =0.167， =0.135， =700.78N.m， =467.38N.m， =15° =189.76MPa<100～250MPa =241.96MPa<100～250MPa （4）计算三挡齿轮5，6的弯曲应力 =27， =28， =0.135， =0.149， =437.25N.m， =467.38N.m， =18.8 =180.74MPa<100～250MPa =168.79MPa<100～250MPa （2）计算四挡齿轮3，4的弯曲应力 =21， =33， =0.123， =0.131， =288.55N.m， =467.38N.m， =22.4 =164.38Pa<100～250MPa =159.09MPa<100～250MPa 2、直齿轮弯曲应力 （4.2） 式中： —弯曲应力（MPa）； —计算载荷（N.mm）； —应力集中系数，可近似取 =1.65； —摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮 =1.1，从动齿轮 =0.9； —齿宽（mm）； —模数； —齿形系数，如图4.1。 当计算载荷 取作用到变速器第一轴上的最大转矩 时，一、倒挡直齿轮许用弯曲应力在400～850MPa，货车可取下限，承受双向交变载荷作用的倒挡齿轮的许用应力应取下限。 （1）计算倒挡齿轮13，14，15的弯曲应力 =32， =15， =22， =0.148， =0.118， =0.137， =957.69N.m， =467.38N.m， =678.64 N.m =426.935MPa<400～850MPa =681.39MPa<400～850MPa = 475.384MPa<400～850MPa 2.3.4.齿轮接触应力校核 轮齿接触应力σj （4.3） 式中： —轮齿的接触应力（MPa）； F—齿面上的法向力(F/ ) F1—计算载荷（2Tg/d； —节圆直径(mm)； —节点处压力角（°）， —齿轮螺旋角（°）； —齿轮材料的弹性模量（MPa）； —齿轮接触的实际宽度(mm)； 、 —主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮 、 ，斜齿轮 、 ； 、 —主、从动齿轮节圆半径(mm)。 将作用在变速器第一轴上的载荷 作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力 见表4.1。 弹性模量 =20.6×104 N·mm-2，齿宽 表4.1　变速器齿轮的许用接触应力 齿轮 渗碳齿轮 液体碳氮共渗齿轮 一挡和倒挡 1900～2000 950～1000 常啮合齿轮和高挡 1300～1400 650～700       （1）计算一挡齿轮9，10的接触应力 =1036.45N.m， =467.38N.m， = =4×7=28 =11.769mm =26.90mm =1732.59MPa<1900～2000MPa =1759.014MPa<1900～2000MPa （2）常啮合齿轮1，2的接触应力 =190.16N.m， =487.58N.m， = =24.5 =27.95 =1260.262MPa<1300～1400MPa =1241.338MPa<1300～1400MPa （3）计算二挡齿轮7，8的接触应力 =700.78N.m， =467.38N.m， = =24.5 =14.11 =21.80 =1392.197MPa<1300～1400MPa =1514.951MPa<1300～1400MPa （4）计算三挡齿轮5，6的接触应力 =437.25N.m， =467.38N.m， = =24.5 =18.70 =18.03 =1290.713MPa<1300～1400MPa =1310.396MPa<1300～1400MPa （5）计算四挡齿轮3，4的接触应力 =288.55N.m， =467.38N.m， = =24.5 =23.11 =14.70 =1215.983MPa<1300～1400MPa =1234.839MPa<1300～1400MPa （6）计算倒挡齿轮11，12，13的接触应力 =957.69N.m， =687.64N.m， =467.38N.m， = =28 mm, mm =4×22=88mm =21.88 =10.26 =15.05 =1205.87MPa<1900～2000MPa =1514.96MPa<1900～2000MPa =1461.65MPa<1900～2000MPa 第三章 轴的设计和尺寸设计 3.1轴的结构和尺寸设计 3.1.1轴的工艺要求 倒挡轴为压入壳体孔中并固定不动的光轴。变速器第二轴视结构不同，可采用渗碳、高频、氰化等热处理方法。对于只有滑动齿轮工作的第二轴可以采用氰化处理，但对于有常啮合齿轮工作的第二轴应采用渗碳或高频处理[14]。第二轴上的轴颈常用做滚针的滚道，要求有相当高的硬度和表面光洁度，硬度应在HRC58～63，表面光洁度不低于▽8[15]。 对于做为轴向推力支承或齿轮压紧端面的轴的端面，光洁度不应低于▽7，并规定其端面摆差。一根轴上的同心直径应可控制其不同心度[16]。 对于采用高频或渗碳钢的轴，螺纹部分不应淬硬，以免产生裂纹。 对于阶梯轴来说，设计上应尽量保证工艺简单，阶梯应尽可能少[17]。 3.1.2.初选轴的直径 在已知中间轴式变速器中心距 时，第二轴和中间轴中部直径 ，轴的最大直径 和支承距离 的比值： 对中间轴， =0.16～0.18；对第二轴， 0.18～0.21。 第一轴花键部分直径 （mm）可按式（5.1）初选 （5.1） 式中： —经验系数， =4.0～4.6； —发动机最大转矩（N.m）。 第一轴花键部分直径 =23.2～26.68mm取25mm；第二轴最大直径 =45.9～61.2mm取55mm；中间轴最大直径 =45.9～61.2mm取55mm 第二轴： ；第一轴及中间轴： 第二轴支承之间的长度 =261.9～305.56mm取265mm； 中间轴支承之间的长度 =    305.56～343.75mm取305mm， 第一轴支承之间的长度 =138.8～156.25mm取140mm 3.2.轴的强度验算 变速器在工作时，由于齿轮上有圆周力，径向力和轴向力作用，变速器的轴要承受转矩和弯矩。要求变速器的轴应有足够的刚度和强度，因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏了齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声等均有不利影响。因此，在设计变速器时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。设计阶段可根据经验和一直条件初选轴的直径，然后根据公式进行有关刚度和强度方面的验算。 3.2.1各挡齿轮的受力计算 作用于齿面上的法向力Fn =Ft/ 可分解为互相垂直的三个力 圆 周力 径向力 轴向力 （1）一挡齿轮9，10的圆周力 、 圆周力 N 径向力： 轴向力 （2）常啮合齿轮1，2的圆周力 、 （3）二挡齿轮7，8的圆周力 、 （4）三挡齿轮5，6的圆周力 、 （5）四挡齿轮3，4的圆周力 、 （6）倒档齿轮11，12，13的圆周力 、 、 3.2.2.轴的刚度计算 若轴在垂直面内挠度为 ，在水平面内挠度为 和转角为δ，可分别用式（5.2）、（5.3）、（5.4）计算 （5.2） （5.3） （5.4） 式中： —齿轮齿宽中间平面上的径向力（N）； —齿轮齿宽中间平面上的圆周力（N）； —弹性模量（MPa）， =2.1×105MPa； —惯性矩（mm4），对于实心轴， ； —轴的直径（mm），花键处按平均直径计算； 、 —齿轮上的作用力距支座 、 的距离（mm）； —支座间的距离（mm）。 轴的全挠度为 mm。 轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为 =0.05～0.10mm， =0.10～0.15mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad。 （1）第一轴常啮合齿轮副，因距离支撑点近，负荷又小，通常挠度不大， 可以不必计算 （2）二轴的刚度,选择轴最细的地方进行计算 N， =3090.572 mm， ， mm （3）中间轴刚度 =16692.14N， =6734.225N =25mm， =53.47+37.14=91.5mm， =325mm 3.2.3.轴的强度计算 （1）二轴的强度校核 一档时挠度最大，最危险，因此校核。 ； ； ； ； ； ； ； 1)求水平面内支反力 、 和弯矩 + = 由以上两式可得 =5398.177N， =10796.353N， =1133617.17N.mm 2)求垂直面内支反力 、 和弯矩 + = 由以上两式可得 =268.01N， =4987.71N， =54138.02N.mm， =448270.44N.mm 按第三强度理论得： N.mm （2）中间轴强度校核 ； ； ； ； ； ； ； ； ； 1)求水平面内支反力 、 和弯矩 、 + + = + 由以上两式可得 =-13768.32N， =13468.48N， =-397560.24N.mm， =348496.92N.mm 2)求垂直面内支反力 、 和弯矩 、 + = + 由以上两式可得 =2355.29N， =5493.17N， =68008.99N.mm， =132314.49N.mm， =142135.77N.mm 按第三强度理论得： N.mm N.mm 第4章 .轴承的选择与寿命计算 4.1.一轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选一轴轴承型号30208，转速 =1850r/min，查《机械设计实践》该轴承的 =42800N， =59800N， =0.37，预期寿命 =30000h 2、计算轴承当量动载荷 =3454.754/2922.573=1.12＞ =0.37。查《机械设计原理与设计》，则 =0.4， 查《机械设计实践》 =1.6。 ， 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》。 （1.2～1.8）取 =1.2 =1.2（0.4×2922.573+1.6×3454.754）=9353.79N 3、计算轴承的基本额定寿命 ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3。 =40889h＞ =30000h合格[19,20]。 4.2.二轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选二轴轴承型号30208，查《机械设计实践》该轴承的 =42800N， =59800N， =0.37，预期寿命 =30000h 转速 r/min 2、计算轴承当量动载荷 ＞ =0.37则查《机械设计原理与设计》，则 =0.4， 查《机械设计实践》 =1.6 ， 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见《机械设计原理与设计》 （1.2～1.8）取 =1.2 =1.2[0.4×3090.57+1.6×3234.9]=7694.5N 3、计算轴承的基本额定寿命 ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =1,5/3。 =58611h＞ =30000h合格[19,20]。 4.3.中间轴轴承的选择与寿命计算 1、初选轴承型号 由工作条件和轴颈直径初选中间轴轴承型号30206，查〈机械设计实践〉该轴承的 =29500N， =41200N，预期寿命 =30000h。 转速 r/min 2、计算轴承当量动载荷 =3351.78/（2835.46+3185.6）=0.556＞e=0.37。 e查〈机械设计实践〉书； =0.4， =1.6， ， 分别查〈机械设计原理与设计〉和〈机械设计实践〉。 ， 为考虑载荷性质引入的载荷系数，见〈机械设计原理与设计〉。 （1.2～1.8）取 =1.2 =1.2（0.4×5517.63+1.5×5990.53）=13431N 3、计算轴承的基本额定寿命 ， 为寿命系数，对球轴承 =3；对滚子轴承 =10/3 =66190h＞ =30000h合格[19,20]